1、1、 设计任务书1.1 设计题目1.2 工作条件1.3 技术条件2、 传动装置总体设计2.1 电动机选择2.2 分配传动比2.3 传动装置的运动和动力参数计算3、 传动零件设计计算以及校核3.1 减速器以外的传动零件设计计算3.2 减速器内部传动零件设计计算4、 轴的计算4.1 初步确定轴的直径4.2 轴的强度校核5、 滚动轴承的选择及其寿命验算5.1 初选滚动轴承的型号5.2 滚动轴承寿命的胶合计算6、 键连接选择和验算7、 连轴器的选择和验算8、 减速器的润滑以及密封形式选择9、 参考文献1.1 设计题目 设计胶带传输机的传动装置1.2 工作条件工作年限 工作班制 工作环境 载荷性质 生产
2、批量10 2 多灰尘 稍有波动 小批1.3 技术数据题号 滚筒圆周力 F(N) 带速 v(m/s) 滚筒直径 D(mm) 滚筒长度 L(mm)ZDL-3 1600 1.6 320 4002.传动装置总体设计2.1 电动机的选择2.1.1 选择电动机系列 根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压 380 伏，Y 系列电动机2.1.2 选择电动机的功率 （1）卷筒所需有效功率kwFVpw56.210.6 kwp56.2（2）传动总效率根据表 4.2-9 确定各部分的效率:弹性联轴器效率 1=0.99一对滚动轴承效率 2=0.98闭式齿轮的传动效率 3=0.97（8 级）开
3、式滚子链传动效率 4=0.92一对滑动轴承的效 5=0.97传动滚筒的效率 6=0.967901. 96.07.90.7.0.26543 7901.（3）所需的电动机的功率Pr=3.24kwKwpwr24.37901.56按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压 380V，Y 系列。 查表 2.9-1 可选的 Y 系列三相异步电动机 Y160M1-8 型，额定，或选 Y132M2-6 型，额定 。kwP40kwP40满足 r2.1.3 确定电动机转速传动滚筒转速min/5.932.061wrDvn现以同步转速为 Y132S-4 型（1500r/min） 及 Y132M2-
4、6型（1000r/min）两种方案比较，查得电动机数据方案号电动机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)电动机质量/kg总传动比1 Y160M1-8 4 750 720 73 7.542 Y132M2-6 4 1000 960 118 10.05比较两种方案，方案 2 选用的电动机使总传动比较大。为使传动装置结构紧凑，选用方案 1。电动机型号为 Y160M1-8。由表2.9-2 查得其主要性能数据列于下表电动机额定功率 /kW0P4电动机满载转速 /(r/min)n720电动机轴伸直径 D/mm 42电动机轴伸长度 E/mm 110电动机中心高 H/mm 160堵转转
5、矩/额定转矩 2.02.2 分配传动比（1） 总传动比 54.7920wni查表 2.2-1 得 齿轮传动的传动比为 =3.612i则取链传动比 094.6.357123i2.3 传动装置的运动和动力参数计算2.3.1 各轴功率、转速和转矩的计算0 轴：即电动机的主动轴 kwpr24.30min/7nmNT98.42701.59. 3001 轴： 即减速器的高速轴kwp1.33011min/7201rinmNT 58.429601.59312 轴：即减速器的低速轴 kwp3.07.3.241min/06.712rinNnPT 145.623.59. 3223 轴：即传动滚筒轴kwp.7.08.
6、23min/95.2.043rinmNnPT275.10 3332.3.2 各轴运动及动力参数列表示轴序号 功率P(kw) 转速n(r/min) 转矩T(N.m) 传动形 式 传动比 i 效率 0 3.25 720 42.98 联轴器 1 0.991 3.21 720 42.58齿轮传动 3.6 0.952 3.05 200 145.643 2.75 95.5 275 链传动 2.094 0.903.传动 零件的设计计算3.1 减速器以外的传动零件设计计算设计链传动1）确定链轮齿数由传动比取小链轮齿数 所以取 =25812.409.2291 iZ 1Z大链轮齿数 所以取 =52564. 2实际
7、传动比 08.2512Zi%67.0理 实理 i2）确定链条节距由式 pzAKP0查表得，工况系数 1.4A小链轮齿数系数 34.1)9(08.Zz取双排链，取 =1.7pKkW87.134.050P因为 r/min21n查表得选链号 No10A，节距 p=15.8753)计算链长初选 =40p=40 15.875=635mm0a链长 节96.18)25(6387.15240)2(210120 zpzpL取 =120 节所以实际中心距 a6434)验算链速32.106875.25106pnzvV15 m/s 适合5）选择润滑方式按 v=1.32m/s,链号 10A，查图选用滴油润滑。6）作用在
8、轴上的力有效圆周力 NvPFe 6.2319.0510作用在轴上的力 eQ72.7）链轮尺寸及结构分度圆直径mzpd62.12580sin7.1si0md925.65180sin7.3.2 减速器以内的传动零件设计计算设计齿轮传动1） 材料的选择：小齿轮选用 45#钢，调质处理，齿面硬度 217255HBS，大齿轮选用 45#钢，正火处理，齿面硬度 162217HBS。 计算应力循环次数 91 10736.2)8301(7260hjLnN92 .5.3i查图 11-14，Z N1=1.0 ZN2=1.05（允许一定点蚀）由式 11-15，Z X1=ZX2=1.0 ，取 SHmin=1.0 由图
9、 11-13b，得,MPaH571limPaH5402lim计算许用接触应力MZSXNH.7.1.71minl1 PaX0.56.0.542inl2 因 ，故取 12H22/.7mNH2） 按齿面接触强度确定中心距小轮转矩 NT4106.初取 ，取 ，由表 11-5 得2tZK.aMPaZE8.19由图 11-7 得， ，减速传动， ; 45H63iu由式（5-39）计算中心距 a13.020.56718942)6()1( 232HEat ZuKTa由 4.2-10,取中心距 a=140mm。 a=140mm估算模数 m=(0.0070.02)a=0.982.8mm,取标准模数 m=2.5mm
10、。 m=2.5mm 小齿轮齿数： 35.2416.52011 umaz大齿轮齿数： z 2=uz1= z1=24，z 2=88 .873取 z1=24，z 2=98 实际传动比 67.481i实传动比误差，%594.106.3%0理 实理 i在允许范围内。 齿轮分度圆直径 mzmd0245.182圆周速度 sndv/26.10670431由表 11-6,取齿轮精度为 8 级.(3) 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动,载荷稍有波动,由表 11-3,取 KA=1.25由图 11-2（a） ，按 8 级精度和 ，smvz /542.01/26.10/得 Kv=1.03。齿宽 。ab54.由图 11-3
11、(a)，按 b/d1=56/60=0.93,取 K =1.08。由表 11-4，得 K =1.2载荷系数 69.1208.32. vA由图 11-4，得， ，75.01810.2所以 5.1由图 11-6 得， 7Z计算齿面接触应力 MPaPaubdKTHEH 0.56734.6.1056429.1 .18.95.22 故在安全范围内。（4）校核齿根弯曲疲劳强度按 Z1=27，Z 2=98,由图 11-10 得，Y =2.65，Y =2.211Fa2Fa由图 11-11 得， ，59.s 78.1s由图 11-12 得， 70由图 11-16（b） ，得 ，21lim/NF22lim/05NF
12、由图 11-17，得 Y =1.0，Y =1.0N2由图 11-18 得,Y =Y =1.0。1X取 Y =2.0，S =1.4TminF计算齿根许用弯曲应力 MPaYXNFST 30.14.201min1l1 22in2l2 /8.95mNXFST故 安 全 。 MPaaYbdKFsn3001.52 7.0516.2406911 故 安 全 。 MPaYSaFF8.2956.4859.162780512（5） 齿轮主要几何参数 z1=24, z2=88, u=3.6， m=2.5 mm， mm, mm 6045.md 2085.2mzdmm,6.11haamm 22mm 75.3.2)5.0
13、()(1 mcdafmm 112hfa40)(1, b1=b2+(510)=64mm mb5624. 轴的设计计算4.1 初步确定轴的直径4.1.1 高速轴及联轴器的设计1 初步估定减速器高速轴外伸段轴径根据所选电机 mEmd10,42轴 伸 长电 机则 d=(0.81.0)d =(0.81.0)42=33.6 42mm电 机取 d=35mm。 d=35mm 2选择联轴器根据传动装置的工作条件你选用弹性柱销联轴器（GB5014-85） 。计算转矩 为cT= =1.553.1=79.7N.m cKA式中 T联轴器所传递的标称扭矩，T=9.55 =9.55 N.mnP1.537204工作情况系数，
14、取 =1.5。AKAK根据 =79.77N.m,从表 2.5-1 可查的 HL2 号联轴器就可以cT转矩要求（ ） 。但其轴孔直径（d=2032mm）cnnTmN,315不能满足电动机及减速器高速轴轴径的要求。因此重选 HL3号联轴器（ ） 。min/720in/50,7.960 rrnTcn 4.1.2 低速轴的设计计算1.选择轴的材料选择材料为 45 号钢，调质处理。2.按转矩初步计算轴伸直径 mnPAd24.305.130取 d=35mm4.2 轴的强度校核计算小齿轮上的作用力转矩 T=146N.m圆周力 Ft= N NdTFt 27.132046 27.13径向力 F r=483.09
15、 N tgtgr 09.48.轴向力 =0Nta713 a（） 绘轴的受力简图，求支座反力. 垂直面支反力 mL54210BM0)(221LFRtAyRAY=663.64N 64.327.121ttAyFLR0YRBY=663.64N NAytBy .3b. 水平面支反力得，0cM02)(1LFdLRraAz=241.55N NLdFRarAz 5.41509.48321 AzR得 ：0Z5.241.09.483AzrBzFRBZ=241.55N (2)作弯矩图a. 垂直面弯矩 MY图B 点 ， McY=35800N.mm mNLRAyc 41058.34.6b. 水平面弯矩 MZ图C 点右
16、=13000N.mm c 42B.1右 右cMC 点左, =13000N.mm LRAzC03左 左c. 合成弯矩图B 点右, =38000N.mm mNyB 42c18.右右 右CBB 点左, =38000N.mm MC03左左 左M（）作转矩 T 图=42600N.mmdFt 4126. T（）作计算弯矩 Mca图该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取 =0.6 B 点左边Mca 左 =45800N.mm mNTCca 4242422c1058. )106.()1058.3()(左左B 点右边=45800N.mmmNTMCca 4242422c1058. )106.()108.3()(右右 右caMD 点McaD=25560N.mm oca 2562（）校核轴的强度由以上分析可见，C 点弯矩值最大，而 D 点轴径最小，所以该轴危险断面是 C 点和 D 点所在剖面。查表 13-1 得 查表 13-3 得 。2/650mNB 21/60mNbC 点轴径 MdbcaCC 7.9.05841.33因为有一个键槽 。该值小于原 mdC7.20)5.1(7.9dc=20.7mm 东北大学出版社 20002 孙德志 王春华 董美云 李庆忠 著东北大学出版社 2000
